趙 凱

(西山煤電集團有限責(zé)任公司鎮(zhèn)城底礦，山西 太原 030053)

0 引 言

煤礦機械是采煤、裝煤、運煤等工作的重要依靠。刮板輸送機主要是運輸煤、物料等，隨著開采量的增大，礦井刮板輸送機逐步朝著大功率、大運距、大載荷的方向發(fā)展，其工作效率直接影響著煤礦開采效率。刮板輸送機運行過程中，由于負(fù)載較大且容易急起急停使其極易出現(xiàn)掉鏈、卡鏈等故障，制約著礦井的正常生產(chǎn)運行[1]。筆者通過分析影響鏈條張力的因素對刮板輸送機的自動張緊系統(tǒng)進行設(shè)計優(yōu)化，為礦井刮板輸送機高效工作提供一定的理論基礎(chǔ)。

1 自動張緊系統(tǒng)工作原理及模擬參數(shù)選定

1.1 工作原理

不同類型的刮板輸送機擁有不同組成形式，但其存在相同結(jié)構(gòu)，都有機頭部、機尾部、刮板鏈、推移裝置、溜槽等。自動張緊系統(tǒng)是刮板輸送機刮板鏈調(diào)節(jié)的重要裝置，張緊系統(tǒng)的好壞直接影響設(shè)備正常運行，系統(tǒng)主要由電液控制單元、伸縮機尾、自動張緊液壓系統(tǒng)組成。自動張緊液壓系統(tǒng)由壓力傳感器、位移傳感器、控制閥門、收縮(伸出)閥及推移液壓缸等組成，收縮(伸出)閥通過識別電液控制單元下發(fā)指令進行液壓油方向調(diào)節(jié)，從而實現(xiàn)油缸的收縮與伸出[2]。

刮板輸送機正常運行過程中，壓力傳感器可對液壓缸無桿側(cè)壓力進行檢測，并對檢測數(shù)據(jù)與設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)值進行對比，當(dāng)存在偏差時，及時進行收縮、伸出的調(diào)節(jié)，保證系統(tǒng)穩(wěn)定運行。其中當(dāng)傳感器檢測值低于設(shè)定值下限時，此時系統(tǒng)對伸出閥進行調(diào)節(jié)，活塞伸出，當(dāng)傳感器檢測值高于上限值時低于收縮閥進行操作，使活塞縮回。液壓缸對的活塞桿與機尾的移動部分相互連接，當(dāng)液壓缸活塞做出相應(yīng)動作時，機尾移動部位發(fā)生相應(yīng)移動，調(diào)節(jié)機頭機尾鏈輪的距離，實現(xiàn)鏈條自動張緊。系統(tǒng)重復(fù)如上的工作，使設(shè)備運行安全。刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)原理圖如圖1所示。

圖1 刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)原理圖

1.2 模擬參數(shù)選定

首先對液壓缸活塞的直徑進行分析，根據(jù)自動張緊系統(tǒng)的高強度環(huán)境，根據(jù)實際情況選定系統(tǒng)壓力為25 MPa，活塞的直徑表示為：

式中：T為液壓系統(tǒng)的推力，設(shè)定系統(tǒng)最大推力為611 kN；η為液壓機械效率，文中選定0.9，根據(jù)計算可知液壓缸的活塞直徑為132 mm，考慮到實際直徑取值表，選定活塞直徑為140 mm。對活塞桿的伸縮速度進行分析，在實際工作中如果刮板輸送機速度過大則會造成沖擊損壞，所以為了降低沖擊磨損，提升系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性，活塞的速度選定為5 cm/s，而液壓缸的最大流量根據(jù)公式：

式中：Q為液壓缸的最大流量，L/min；D為活塞的直徑，mm；V為液壓缸的伸縮速度，cm；根據(jù)計算可知最大流量為90 L/min。

根據(jù)計算情況進行仿真模擬，選定仿真軟件AMESim，對仿真模擬的參數(shù)進行設(shè)定，選定仿真時間為10 s，仿真的采樣周期為0.1 s，得到收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線如圖2所示。

圖2 收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線

如圖2所示，當(dāng)系統(tǒng)開始運行時，此時的液壓缸無桿側(cè)的壓力呈現(xiàn)大幅度波動，當(dāng)時間為0.1 s時壓力最大，最大值為256 bar，當(dāng)時間為3 s時壓力值最小，最小值為128 bar，波動幅度為100%，在時間4 s后壓力逐步趨于平穩(wěn)，平穩(wěn)壓力為154 bar，而液壓缸無桿側(cè)速度呈現(xiàn)出上下波動的情況，當(dāng)時間為4 s時速度穩(wěn)定為0。根據(jù)以上分析可以看出液壓缸的無桿側(cè)壓力波動幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，所以對系統(tǒng)應(yīng)進行優(yōu)化設(shè)計[3]。

2 優(yōu)化設(shè)計分析

基于遺傳算法PID對系統(tǒng)進行優(yōu)化，通過對每個特征進行編碼后雜交，得出不同的優(yōu)化解，對計算出的解進行對比分析，得出最優(yōu)的參數(shù)，實現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計。對優(yōu)化設(shè)計方案進行，刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)的控制單元主要為收縮伸出閥，均為電液換向閥，只能存在全開、全關(guān)，而不能實現(xiàn)半開半關(guān)狀態(tài)，所以首先需要對其進行優(yōu)化，本文選定擁有伺服系統(tǒng)精度和高性價比的電液比例換向閥，其不僅可實現(xiàn)換向，同時可實現(xiàn)流量的調(diào)節(jié)，實現(xiàn)系統(tǒng)的精準(zhǔn)控制?；赑ID自動液壓系統(tǒng)控制流程圖如圖3所示。

圖3 基于PID自動液壓系統(tǒng)控制流程圖

如圖3所示，算法以目標(biāo)值為目標(biāo)，根據(jù)液壓缸無桿側(cè)的壓力對PID的參數(shù)進行實時調(diào)整，同時根據(jù)PID的整定參數(shù)對液壓缸無桿側(cè)的壓力值和換向閥進行精準(zhǔn)控制，電液比例換向閥的開口度直接影響著桿側(cè)流量值，實現(xiàn)對活塞速度、伸縮量的控制[4]。

對優(yōu)化方案建立仿真模型并重新設(shè)置，將PID的輸入量設(shè)定為比例系數(shù)0.3～0.6，積分時間為0～0.1 s，微分時間為0～0.1 s輸出量，同樣為需要進行優(yōu)化控制的目標(biāo)量，由于遺傳算法的參數(shù)有著明顯的影響，所以參數(shù)值的設(shè)定應(yīng)當(dāng)適當(dāng)選定，對設(shè)定的參數(shù)進行仿真模擬計算，經(jīng)過計算可以得出三種參數(shù)的最佳分別為比例系數(shù)0.54，積分時間為0.059 s，微分時間同樣為0.067 s，將參數(shù)代入到仿真模型，模型仿真步長設(shè)定為0.05 s，仿真時間設(shè)定為8 s，得到收縮工況下液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力變化曲線如圖4所示。

圖4 優(yōu)化后液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力變化曲線

由圖4可以看出，經(jīng)過優(yōu)化后液壓缸無桿側(cè)的壓力波動明顯減小，系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定的時間由優(yōu)化前的4 s降低為3 s，液壓缸無桿側(cè)的壓力達(dá)到平穩(wěn)的壓力為148 bar，同時液壓缸無桿側(cè)的速度曲線波動的幅度也有了明顯的降低，此時雖然液壓缸無桿側(cè)的壓力距離設(shè)定的上限值有一定的差距，但其高于設(shè)定的最小值，系統(tǒng)可以穩(wěn)定運行，優(yōu)化達(dá)到了理想的效果[5]。

3 結(jié) 語

針對傳統(tǒng)刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)穩(wěn)定性差的問題，設(shè)計了刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)，給出了刮板輸送機自動液壓張緊系統(tǒng)液壓部件的參數(shù)計算公式和設(shè)定值。對原有系統(tǒng)進行仿真研究發(fā)現(xiàn)，液壓缸的無桿側(cè)壓力波動幅度太大，使系統(tǒng)不穩(wěn)定，提出了基于遺傳算法PID的優(yōu)化方案。通過對優(yōu)化后方案進行仿真模擬，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的系統(tǒng)液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力有了明顯減少，顯著降低了因刮板輸送機因啟動時輸送鏈松弛導(dǎo)致的脫落、跑偏事故發(fā)生概率，提高運行效率。